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Le calcul de conception comprend la détermination de la taille du brûleur au minimum requis ou à une pression de gaz donnée, ainsi qu'à une régulation et une pression de gaz données devant la buse.

La conception et la conception des dents des broches à rainure de clavette sont généralement les mêmes que pour les broches à fentes multiples. Lorsque vous travaillez avec des broches de rainure de clavette, un schéma unique ou de groupe de couches de coupe peut être utilisé. Le schéma le plus rationnel ici est un schéma de groupe avec le nombre de dents dans un groupe de 2 et avec deux chanfreins angulaires sur la première dent, comme indiqué sur la Fig. La dernière dent de jauge est généralement d'une longueur égale à 1 5 t, où t est le pas de dent.

L'analyse structurelle consiste à déterminer les dimensions des tiges à l'aide de paramètres dépendants. Ces dernières sont simplement associées à des capacités de fonctionnement partielles des crayons.

Des calculs constructifs sont effectués lors de la conception de nouveaux échangeurs de chaleur.

Le calcul constructif est effectué après le calcul thermique de l'échangeur de chaleur. Pour les appareils calandre, il s'agit de déterminer le nombre ou la longueur des tuyaux, de les placer dans la plaque tubulaire (en tenant compte du nombre de courses) et de trouver les principales dimensions (diamètre et hauteur) de l'appareil. Dans un calcul constructif, les diamètres des buses des raccords d'échangeur de chaleur sont également déterminés.

Le calcul constructif comprend les étapes suivantes.

Le calcul constructif d'un radiateur électrodynamique est effectué comme suit.

Le calcul constructif est effectué dans la séquence suivante.

Distinguer les calculs de conception et de vérification des processus de transfert de chaleur. La tâche du calcul de conception est de déterminer la taille et le mode de fonctionnement de l'échangeur de chaleur requis pour fournir ou éliminer une quantité donnée de chaleur à un liquide de refroidissement particulier. Le but du calcul de vérification est de déterminer la quantité de chaleur qui peut être transférée dans un échangeur de chaleur spécifique dans des conditions de fonctionnement données. Dans les deux cas, le calcul est basé sur l'utilisation d'équations de bilan thermique et de transfert de chaleur.

Dans le calcul de conception, la quantité de substance chauffée ou refroidie et ses paramètres à l'entrée de l'échangeur de chaleur et à la sortie de celui-ci sont connus ou spécifiés. Dans ce cas, la surface requise de l'échangeur de chaleur, le débit du caloporteur chaud ou froid, les dimensions géométriques de l'échangeur de chaleur d'une conception donnée et sa résistance hydraulique sont déterminés. En conclusion, sur la base des calculs effectués, un échangeur de chaleur standard ou normalisé d'une certaine conception est sélectionné. La conception choisie doit être aussi optimale que possible, c'est-à-dire combiner un échange de chaleur intense avec un faible coût et une facilité d'utilisation.

Un calcul de vérification est effectué pour déterminer si un échangeur de chaleur existant peut être utilisé à certaines fins déterminées par les exigences technologiques.

Calcul de conception pour les échangeurs de chaleur à récupération

Avant de calculer les échangeurs de chaleur à récupération, l'espace de circulation du fluide caloporteur est sélectionné afin d'améliorer les conditions de transfert de chaleur du côté du fluide caloporteur à haute résistance thermique. Pour cela, il est recommandé de diriger un liquide avec une viscosité élevée ou dont le débit est moindre vers l'espace où sa vitesse peut être plus élevée. Les fluides caloporteurs contenant des contaminants sont dirigés vers des espaces dont les surfaces peuvent être plus facilement nettoyées des dépôts. Le choix de l'espace doit également tenir compte de la perte de chaleur dans l'environnement.

La direction du mouvement mutuel des réfrigérants est également présélectionnée, en tenant compte de l'avantage du contre-courant lors des échanges thermiques sans modifier l'état global des réfrigérants, ainsi que de l'opportunité de la coïncidence des directions des courants forcé et libre. mouvement du liquide de refroidissement.

Très important bon choix vitesses optimales de mouvement des liquides de refroidissement, car il a crucial dans la conception et le fonctionnement de l'échangeur de chaleur. Lorsque le débit augmente, le coefficient de transfert de chaleur augmente
, et par conséquent, la surface de transfert de chaleur requise est réduite

, ce qui conduit à son tour à une diminution de l'encombrement de l'échangeur de chaleur et de son coût. De plus, à mesure que la vitesse augmente, la possibilité de formation de dépôts sur la surface d'échange thermique diminue. Cependant, avec une augmentation excessive du débit, la résistance hydraulique de l'échangeur de chaleur augmente, ce qui conduit à des vibrations des tuyaux et chocs hydrauliques... La vitesse optimale est déterminée à partir des conditions pour atteindre le degré de turbulence d'écoulement souhaité. Habituellement, ils s'efforcent de faire en sorte que le débit dans les tuyaux réponde au critère
... À cet égard, les vitesses de déplacement optimales suivantes sont recommandées

(m/s) : eau et liquides à viscosité modérée -

; liquides visqueux -

; air et gaz à pression modérée -

; vapeur saturée sous pression -

; vapeur saturée sous vide -

... Le choix le plus souhaitable est la vitesse optimale basée sur un calcul technique et économique.

Le calcul complet de l'échangeur de chaleur comprend les calculs thermiques, structurels et hydrauliques.

Calcul thermique. Le calcul thermique des échangeurs de chaleur conçus est effectué dans l'ordre suivant :

- calculer la charge thermique et le débit des caloporteurs ;

- calculer la température moyenne en tête et les températures moyennes des caloporteurs ;

- calculer le coefficient de transfert thermique et la surface d'échange thermique.

Le calcul le plus simple est à températures constantes des caloporteurs le long de l'échangeur de chaleur. Dans ce cas, les propriétés physiques des fluides caloporteurs et la différence de température sont constantes et le calcul se réduit à la détermination du coefficient de transfert thermique. Des conditions similaires sont observées dans les chaudières chauffées par condensation de vapeur. En général, les températures des agents de transfert de chaleur varient le long de l'échangeur de chaleur. L'interrelation des changements de température des caloporteurs est déterminée par les conditions du bilan thermique, qui pour un élément infiniment petit de l'échangeur de chaleur a la forme :

où ,et ,- les coûts et la capacité calorifique des caloporteurs, et et - leurs températures dans une section arbitraire de l'appareil.

L'équation du bilan thermique pour l'ensemble de l'appareil sans tenir compte des déperditions thermiques est obtenue en intégrant la dernière équation :

où et ,et - températures initiale et finale des caloporteurs ; - charge thermique.

Les débits de caloporteurs lors des échanges thermiques sans modification de l'état d'agrégation en fonction du bilan thermique :

;

Lorsque l'état global du liquide de refroidissement change, l'équation du bilan thermique peut avoir forme différente conformément aux conditions du processus. Par exemple, avec condensation de vapeur

(

- consommation de vapeur ; et

- enthalpie de vapeur et de condensat).

Changement d'enthalpie

où

et

–Capacités thermiques spécifiques moyennes de la vapeur surchauffée et des condensats ;

et

- températures de vapeur surchauffée et saturée.

Si la température finale de l'un des caloporteurs est inconnue, elle est alors déterminée à partir du bilan thermique. Lorsque les températures finales des deux liquides de refroidissement sont inconnues, une technique commune est utilisée pour les déterminer - la méthode des approximations successives. Cette méthode est basée sur le fait que d'abord, certaines décisions sont prises concernant la conception de l'appareil et des paramètres technologiques inconnus, puis l'exactitude de ce choix est vérifiée par recalcul, les valeurs spécifiées de ces paramètres sont prises et le calcul est répété jusqu'à ce que les résultats soient obtenus avec le degré de précision souhaité. Il convient de tenir compte du fait que la différence de température entre les liquides de refroidissement à l'extrémité de l'échangeur de chaleur doit être d'au moins 10 à 20 ° C pour les réchauffeurs de liquide et de 5 à 7 ° C pour les réchauffeurs à vapeur-liquide.

Détermination de la tête de température moyenne

est fait en tenant compte de la nature des changements de température le long de la surface d'échange thermique

... Avec contre-courant, ainsi qu'à une température constante de l'un des caloporteurs, la différence de température moyenne est déterminée comme la moyenne logarithmique de la différence de température plus grande et plus petite entre les caloporteurs aux extrémités de l'échangeur de chaleur :

ou à

.

Pour tous les autres schémas d'écoulement, la différence de température moyenne est trouvée en utilisant les mêmes équations, mais avec l'introduction d'un facteur de correction (voir Section 7.7.3).

Il est recommandé de calculer la température moyenne du liquide de refroidissement avec une différence de température plus petite le long de la longueur de l'appareil en tant que moyenne arithmétique, et la température moyenne de l'autre liquide de refroidissement est calculée à partir d'une valeur connue

en utilisant la relation

où

et

- températures moyennes des caloporteurs.

La tâche supplémentaire du calcul est de trouver le coefficient de transfert de chaleur

... Si le transfert de chaleur se produit à travers une paroi plane ou une paroi cylindrique mince, alors

Pour le calcul

il est nécessaire de pré-calculer les coefficients de transfert thermique et des deux côtés du mur de transfert de chaleur, ainsi que la résistance thermique du mur

, qui comprend, en plus de la résistance thermique du mur lui-même, également la résistance thermique des contaminants des deux côtés. Les résistances thermiques du mur et des couches de contaminants sont déterminées en fonction de leur épaisseur et des coefficients de conductivité thermique du matériau du mur et des contaminants. Les coefficients de transfert thermique sont calculés en fonction des conditions de transfert thermique selon l'une des équations données au paragraphe 7.6.

Compte tenu de la variété des surfaces ondulées dans les échangeurs de chaleur à plaques, L.L. Tovazhnyansky et P.A. Kapustenko a proposé une dépendance pour le calcul du coefficient de transfert de chaleur, en tenant compte de l'angle d'inclinaison des ondulations par rapport à la direction d'écoulement du fluide de travail :

où est l'angle d'inclinaison des ondulations.

Cette équation est valable dans les limites

.

Pour calculer le transfert de chaleur dans les canaux formés par des plaques des types 0.3p, 0.6p et 1.0 (voir Tableau 8.1), l'équation (8.20) peut être représentée comme :

; (8.21)

. (8.22)

où –Le coefficient de résistance hydraulique du canal fendu ; - coefficient de résistance hydraulique d'un tuyau lisse.

Lors de la condensation de vapeur rapide (Re> 300) dans les canaux de type mesh-flow L.L. Tovazhnyansky et P.A. Kapustenko, en utilisant un modèle de mouvement annulaire dispersé, a obtenu la dépendance suivante :

où Nu est le critère de Nusselt pour le film de condensat ; Re w est le critère de Reynolds calculé à partir de la consommation totale du mélange vapeur-liquide et de la viscosité de la phase liquide ;

- densité du liquide et de la vapeur, respectivement ;

- Critère de Prandtl pour la phase liquide.

Les coefficients de transfert de chaleur étant fonction des vitesses de déplacement, pour les trouver, il est nécessaire de connaître les aires la Coupe transversale canaux par lesquels circulent les liquides de refroidissement (les coûts sont connus). Cela nécessite un préréglage de la conception et des dimensions de l'échangeur de chaleur. De plus, pour calculer le coefficient de transfert de chaleur il est souvent nécessaire de connaître la température de la paroi ou charge thermique spécifique , dont les valeurs dépendent à leur tour de la valeur déterminée ... Dans de tels cas, les coefficients de transfert thermique sont calculés par la méthode des approximations successives : les valeurs et sont également fixés après détermination de la valeur du coefficient de transfert thermique

Chèque. Pour simplifier le calcul, vous pouvez utiliser la méthode graphique-analytique, dans laquelle deux calculs parallèles sont effectués pour deux valeurs sélectionnées du côté de l'un des caloporteurs.

Ainsi, par exemple, si les coefficients de transfert de chaleur et dépend de la température du mur

, puis, en définissant deux valeurs

et

, calculez les valeurs correspondantes et et spécifique charges thermiqueset :

;

où C'est la température moyenne du liquide de refroidissement.

Par la valeur de la résistance thermique du mur

calculer la température de la paroi du côté d'un autre liquide de refroidissement :

et définir et , aussi bien que et :

(est la température moyenne du deuxième caloporteur).

Figure 8.34 - Dépendance q 1 et q 2 à partir des valeurs t st1

Ensuite, construisez un graphe de dépendance

à partir des valeurs acceptées

(fig. 8.34). Au point d'intersection des lignes reliant les charges thermiques à différentes valeurs

, déterminer la vraie température de paroi

et charge thermique

Alors le coefficient de transfert de chaleur

.

La valeur de la surface de transfert de chaleur à partir de l'équation générale de transfert de chaleur

ou

.

Caractéristiques de la conception thermique des réfrigérateurs et des condenseurs... Le calcul des réfrigérateurs-condenseurs a ses propres caractéristiques, en raison de la nature du changement de température et des coefficients de transfert de chaleur le long de la surface de transfert de chaleur.

En figue. 8.35 montre une distribution approximative des températures dans un condenseur-réfrigérateur, qui reçoit des vapeurs à l'état surchauffé.

Dans ce cas, on distingue trois zones : I - refroidissement vapeur jusqu'à la température de saturation ; II - condensation de vapeur et III - refroidissement de condensat. Dans la première zone, les vapeurs sont refroidies à partir de la température avant de

et passer à un état saturé. Le coefficient de transfert de chaleur pour cette zone a une valeur plus faible que dans la zone II, où la condensation de vapeur se produit. En zone III, le coefficient de transfert thermique a une valeur intermédiaire.

Figure 8.35 - Profil de température dans le condenseur-refroidisseur

Bilan thermique par zones, soumis à une condensation complète de vapeur saturée en quantité

où et

- enthalpie de vapeur surchauffée et saturée, respectivement ; –Capacité calorifique spécifique de la vapeur ;

- chaleur spécifique de vaporisation ;

ici

et - la chaleur spécifique et la température des condensats.

Températures de l'agent de refroidissement (eau)

au début et à la fin de la zone II est déterminé à partir des équations du bilan thermique

;

(- capacité calorifique spécifique du réfrigérant).

Consommation totale d'agent de refroidissement

Pour chaque zone, selon des équations connues, la différence de température moyenne est calculée

et le coefficient de transfert de chaleur

.

Ensuite, les surfaces de transfert de chaleur des zones :

;

;

.

Calcul constructif... La tâche du calcul constructif des échangeurs de chaleur est de déterminer les dimensions de base des appareils et le choix de leur disposition générale. Les données initiales pour le calcul constructif sont les résultats du calcul thermique : les débits des caloporteurs, leur vitesse de déplacement, les températures initiale et finale, la surface d'échange thermique.

Pour appareils tubulaires le calcul constructif se réduit à déterminer le nombre ou la longueur des tuyaux, à les placer dans la plaque tubulaire (en tenant compte du nombre de courses) et à trouver le diamètre et la hauteur de l'appareil. Les diamètres des buses des raccords des échangeurs de chaleur sont également sujets à calcul.

Nombre total de tubes d'échangeur de chaleur avec leur diamètre moyen

et longueur acceptée déterminé par la surface d'échange thermique

A un débit donné et la vitesse acceptée de son mouvement

à travers des tuyaux d'un diamètre intérieur nombre de tuyaux en un seul coup

Le nombre de courses dans l'espace du tube de l'échangeur de chaleur

Diamètre intérieur de la coque de l'échangeur de chaleur

est déterminé par le nombre de tubes placés dans la plaque tubulaire. Les ouvertures de tuyaux dans les plaques tubulaires sont régulièrement espacées sur toute la section. Cet agencement est relativement facile à réaliser dans un échangeur de chaleur à un seul passage. Dans les échangeurs de chaleur multi-passes avec chicanes, le placement des tuyaux est généralement effectué graphiquement. Selon la configuration géométrique, on distingue le placement des tubes le long des sommets des polygones réguliers et le long des cercles concentriques.

Lors de la pose de tuyaux, l'étape prendre en fonction de leur diamètre extérieur , lors de la fixation des tuyaux par évasement

, et lors de leur fixation par soudage

... Nombre total de tuyaux , qui peut être placé sur la plaque tubulaire le long des sommets de triangles équilatéraux à l'intérieur de l'hexagone inscrit dans un cercle,

où - nombre de tuyaux situés sur le diamètre de la plaque tubulaire :

(

- surface calorifique calculée ; - pas de tuyau ; - la surface de 1 m du tuyau du diamètre accepté ;  - le rapport de la hauteur ou longueur partie travaillante de l'échangeur de chaleur à son diamètre).

Diamètre de la plaque tubulaire ou diamètre intérieur de la coque de l'échangeur de chaleur

Longueur de travail un tuyau

, ou

.

Hauteur totale de l'échangeur de chaleur

où –L'épaisseur de la plaque tubulaire (pour les tuyaux en acier

mm, pour tuyaux en cuivre

mm); - la hauteur de la chambre (couvercle),

m.

Serpentines sont placés dans l'appareil de telle manière qu'ils soient dans le liquide sur toute leur hauteur et de tous les côtés n'atteignent pas les parois de l'appareil de 0,25 à 0,4 m.

Avec un diamètre intérieur connu de l'appareil

diamètre de la bobine sera

Longueur totale du tube de la bobine

Longueur d'un tour bobine

Nombre de tours la bobine est déterminée à partir de la dépendance

où - la distance entre les tours à la verticale,

.

Pour assiette les échangeurs de chaleur dans un calcul constructif déterminent : les dimensions des plaques et le nombre de canaux dans un boîtier, le nombre de plaques dans chaque boîtier et le nombre de boîtiers dans l'appareil, le nombre total de plaques et les dimensions principales de l'appareil .

Le nombre de canaux parallèles par paquet pour chaque environnement

où - section transversale de l'emballage,

(- débit volumétrique du liquide de refroidissement,

- sa vitesse) ; - section transversale d'un canal interplaque.

La valeur résultante

arrondir à l'entier le plus proche.

Nombre d'assiettes dans un paquet

Dans les colis extrêmes en contact avec les plaques, le nombre total de plaques est un de plus (fin) :

Surface de transfert de chaleur d'un emballage

où - surface de transfert de chaleur d'une plaque.

Nombre de colis (courses) dans l'échangeur de chaleur

(

- la surface de travail de l'appareil, déterminée par calcul thermique).

Si la valeur s'avère être fractionnaire, puis il est arrondi à un nombre entier et la surface de l'ensemble de l'appareil est ajustée en conséquence :

Le nombre total de plaques dans l'appareil (sections)

Calcul hydraulique des échangeurs de chaleur... Le calcul hydraulique a pour but de déterminer la résistance créée par l'échangeur de chaleur et la puissance nécessaire pour faire circuler le fluide à travers celui-ci.

Résistance hydraulique de l'échangeur de chaleur

consiste en la perte de pression pour surmonter la friction

et perte de charge

dépensé pour vaincre la résistance locale

Pour coque et tubeéchangeurs de chaleur résistance hydraulique totale de l'espace tubulaire

où - coefficient de frottement externe (voir section 1.3.4) ; - la longueur totale du trajet d'écoulement dans les canalisations ;

- débit dans les canalisations ; - densité de flux à sa température moyenne ; - coefficient de résistance locale.

Résistance hydraulique de l'espace annulaire

Ici

–Vitesse moyenne de déplacement du fluide caloporteur dans l'espace annulaire ; - sa densité à température moyenne ; –Le coefficient de résistance côté calandre (pour les échangeurs de 6 m de longueur de tube, la valeur

; avec une longueur de tuyau de 3 et 9 m, la correction est prise cote 0.5 et 1,5, respectivement).

Résistance hydraulique d'un échangeur de chaleur à plaques multi-packs avec le même nombre de canaux dans tous les packages

où - coefficient de la résistance hydraulique totale de l'unité de la longueur relative du canal interplaque ;

et - diamètre équivalent et longueur réduite d'un canal interplaque,

(- surface de travail d'échange thermique d'une plaque ; - largeur de la partie travaillante de la plaque); - la densité du fluide caloporteur à sa température moyenne ;

- sa vitesse dans le canal interplaque ; - le nombre de canaux connectés en série ou le nombre de paquets dans une section pour un environnement d'exploitation donné ; - le nombre total de plaques dans la section (appareillage); - l'écart entre les plaques ; - productivité volumétrique de l'appareil.

En écoulement turbulent (10 3

où - l'angle d'inclinaison de l'onde ; - l'angle au sommet de l'onde.

Pour les plaques de type 0.3r, 0.6r et 1.0 (voir tableau 8.1) :

; (8.26)

. (8.27)

Valeurs des coefficients UNE et B dans les équations (8.26) et (8.27) sont donnés dans le tableau 8.2.

Tableau 8.2 - Valeurs des coefficients UNE et B dans les équations (8.26) et (8.27)

Il existe une relation physique et économique étroite entre le transfert de chaleur et la perte de charge, en raison de la vitesse de déplacement des liquides de refroidissement. Plus la vitesse des caloporteurs est élevée, plus le coefficient de transfert de chaleur est élevé et plus l'échangeur de chaleur est compact pour une charge thermique donnée et, par conséquent, plus les coûts d'investissement sont faibles. Dans le même temps, la résistance hydraulique à l'écoulement augmente et les coûts d'exploitation augmentent. Par conséquent, la vitesse du liquide de refroidissement est choisie dans certaines limites optimales, déterminées, d'une part, par le coût de la surface d'échange thermique de l'appareil de cette conception et, d'autre part, par le coût de l'énergie dépensée. pendant le fonctionnement de l'appareil.

Salut! Un échangeur de chaleur est un appareil dans lequel un échange de chaleur s'effectue entre deux ou plusieurs caloporteurs ou entre des caloporteurs et des solides (buse, paroi). Le rôle du fluide caloporteur peut également être joué par l'environnement entourant l'appareil. Selon leur destination et leur conception, les échangeurs de chaleur peuvent être très différents, allant du plus simple (radiateur) au plus avancé (bloc chaudière). Selon le principe de fonctionnement, les échangeurs de chaleur sont divisés en récupérateurs, régénérateurs et mélangeurs.

Les dispositifs de récupération sont appelés dispositifs dans lesquels circulent simultanément des caloporteurs chauds et froids, séparés par une paroi solide. Ces appareils comprennent les appareils de chauffage, les chaudières, les condenseurs, les évaporateurs, etc.

Les appareils dans lesquels la même surface chauffante est alternativement lavée par du liquide chaud et froid sont appelés régénératifs. Dans ce cas, la chaleur accumulée par les parois de l'appareil lors de leur interaction avec le liquide chaud est restituée au liquide froid. Un exemple d'appareils de régénération sont les réchauffeurs d'air pour foyers ouverts et hauts fourneaux, les fours de chauffage, etc. Dans les régénérateurs, l'échange de chaleur se produit toujours dans des conditions non stationnaires, tandis que les appareils de récupération fonctionnent principalement en mode stationnaire.

Les dispositifs de récupération et de régénération sont également appelés surface, car le processus de transfert de chaleur qu'ils contiennent est inévitablement associé à la surface d'un solide.

Les mélangeurs sont des appareils dans lesquels le transfert de chaleur s'effectue par mélange direct de liquides chauds et froids.

Le mouvement mutuel des caloporteurs dans les échangeurs de chaleur peut être différent (Fig. 1.).

En fonction de cela, une distinction est faite entre les appareils à flux direct, à contre-courant, à flux croisé et avec un sens de déplacement complexe des caloporteurs (courant mixte). Si les liquides de refroidissement s'écoulent parallèlement dans une direction, un tel schéma de mouvement est appelé écoulement vers l'avant (Fig. 1.). Avec le contre-courant, les liquides de refroidissement se déplacent en parallèle, mais l'un vers l'autre. Si les directions de mouvement des fluides se croisent, le modèle de mouvement est appelé flux croisé. En plus des schémas ci-dessus, des schémas plus complexes sont également utilisés dans la pratique : flux direct et contre-courant simultanés, courants croisés multiples, etc.

Selon l'objectif technologique et les caractéristiques de conception, les échangeurs de chaleur sont subdivisés en chauffe-eau, condenseurs, chaudières, évaporateurs, etc. Mais le point commun est qu'ils servent tous à transférer la chaleur d'un caloporteur à un autre, par conséquent, les dispositions de base de calcul thermique sont les mêmes pour eux. ... La différence ne peut être que l'objet du règlement final. Lors de la conception d'un nouvel échangeur de chaleur, la tâche du calcul consiste à déterminer la surface chauffante; dans le calcul thermique de vérification de l'échangeur de chaleur existant, il est nécessaire de trouver la quantité de chaleur transférée et les températures finales des fluides de travail.

Dans les deux cas, le calcul de la chaleur est basé sur les équations de bilan thermique et l'équation de transfert de chaleur.

L'équation du bilan thermique de l'échangeur de chaleur a la forme :

où M est le débit massique du liquide de refroidissement, en kg/s ; cpm - capacité calorifique moyenne isobare massique spécifique du liquide de refroidissement, J / (kg * ° С).

Ici et dans ce qui suit, l'indice "1" désigne les valeurs liées au liquide chaud (caloporteur primaire), et l'indice "2" - au liquide froid (caloporteur secondaire) ; la ligne correspond à la température du liquide à l'entrée de l'appareil, et deux lignes - à la sortie.

Lors du calcul des échangeurs de chaleur, le concept de la capacité calorifique totale du débit massique du caloporteur (équivalent eau) est souvent utilisé, égal à C = Mav W / ° C. De l'expression (1), il résulte que

c'est-à-dire que le rapport des changements de température dans les fluides caloporteurs monophasiques est inversement proportionnel au rapport de leurs capacités thermiques totales de consommation (équivalents en eau).

L'équation de transfert de chaleur s'écrit comme suit : Q = k * F * (t1-t2), où t1, t2 sont les températures des caloporteurs primaire et secondaire ; F est la surface de transfert de chaleur.

Pendant l'échange de chaleur, dans la plupart des cas, les températures des deux caloporteurs changent et, par conséquent, la tête de température Δt = t1-t2 change. Le coefficient de transfert de chaleur sur la surface d'échange thermique aura également une valeur variable. Par conséquent, les valeurs moyennes de la différence de température Δtav et du coefficient de transfert de chaleur kcp doivent être substituées dans l'équation de transfert de chaleur, c'est-à-dire

Q = kсp * F * Δtcp (3)

La surface d'échange thermique F est calculée par la formule (3), tandis que la performance thermique Q est spécifiée. Pour résoudre le problème, il est nécessaire de calculer la moyenne sur toute la surface du coefficient de transfert thermique kcp et de la tête de température Δtav.

Lors du calcul de la différence de température moyenne, il est nécessaire de prendre en compte la nature du changement de température des caloporteurs le long de la surface d'échange thermique. Il est connu de la théorie de la conductivité thermique que dans une plaque ou une tige cylindrique en présence d'une différence de température aux extrémités (les surfaces latérales sont isolées), la distribution de température le long de la longueur est linéaire. Si l'échange de chaleur a lieu sur la surface latérale ou si le système a des sources de chaleur internes, alors la répartition de la température est curviligne. Avec une répartition uniforme des sources de chaleur, le changement de température le long de la longueur sera parabolique.

Ainsi, dans les échangeurs de chaleur, la nature de la variation des températures des caloporteurs diffère de celle linéaire et est déterminée par les capacités thermiques totales C1 et C2 des débits massiques des caloporteurs et la direction de leur mouvement mutuel (Fig. 2).

On peut voir sur les graphiques que le changement de température le long de la surface F n'est pas le même. Conformément à l'équation (2), un changement de température plus important se produira dans le caloporteur avec une capacité calorifique inférieure du débit massique. Si les fluides caloporteurs sont les mêmes, par exemple dans un échangeur de chaleur eau-eau, alors la nature de l'évolution des températures des fluides caloporteurs sera entièrement déterminée par leurs débits, et à débit inférieur, la température le changement sera important. En co-flux, la température finale t "2 du fluide chauffant est toujours inférieure à la température t" "1 du fluide chauffant en sortie de l'appareil, et en contre-courant, la température finale t" 2 peut être supérieure à la température t"1 (voir pour contre-courant le cas où C1>C2) Par conséquent, à même température initiale, le milieu à chauffer à contre-courant peut être chauffé à une température plus élevée qu'à co-courant.

Avec un écoulement à co-courant, la tête de température le long de la surface chauffante change plus qu'avec un contre-courant. En même temps, sa valeur moyenne dans ce dernier cas est plus grande, de sorte que la surface de chauffe de l'appareil à contre-courant sera plus petite. Ainsi, à conditions égales, dans ce cas, plus de chaleur sera transférée. Sur cette base, il convient de privilégier les appareils à contre-courant.

À la suite d'une étude analytique d'un échangeur de chaleur fonctionnant selon le schéma d'écoulement direct, il a été constaté que la tête de température le long de la surface d'échange de chaleur change de manière exponentielle, de sorte que la tête de température moyenne peut être calculée par la formule :

où tb est la grande différence de température entre le caloporteur chaud et le caloporteur froid (d'une extrémité de l'échangeur de chaleur) ; Δtm - plus petite différence de température (de l'autre extrémité de l'échangeur de chaleur).

Avec un flux direct, tb = t "1 - t" 2 et Δtm = t "" 1 - t "" 2 (Fig. 2.). Cette formule est également valable pour le contre-courant à la seule différence que pour le cas où C1< С2 Δtб = t"1 — t"2 (рис. 2.), а при С1 >C2 tb = t "" 1 - t " 2 et Δtm = t " 1 - t " " 2.

La différence de température moyenne entre deux milieux, calculée par la formule (4), est appelée logarithmique moyenne. tête de température. La forme de l'expression est due à la nature du changement de température le long de la surface chauffante (dépendance curviligne). Si la dépendance était linéaire, alors la tête de température devrait être déterminée comme une moyenne arithmétique (Fig. 3.). La valeur de la tête moyenne arithmétique sta.av est toujours supérieure à la moyenne logarithmique tl.av. Cependant, dans les cas où la tête de température le long de la longueur de l'échangeur de chaleur change de manière insignifiante, c'est-à-dire la condition Δtb / Δtm< 2, среднюю разность температур можно вычислять как среднеарифметическую:

La moyenne de la différence de température pour les appareils à courant croisé et à courant mixte est caractérisée par la complexité des calculs. Par conséquent, pour un certain nombre des schémas les plus courants, les résultats des solutions sont généralement donnés sous forme de graphiques. Fai. Littérature : 1) Fondements de l'ingénierie thermique, A.M. Litvin, Gosenergoizdat, 1958.2) Teplotekhnika, Bondarev V.A., Protskiy A.E., Grinkevich R.N. Minsk, éd. 2e, "École supérieure", 1976. 3) Génie thermique, éd. 2, sous la direction générale de. À Sushkina, Moscou "Métallurgie", 1973.

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Les échangeurs de chaleur sont des dispositifs conçus pour transférer la chaleur d'un fluide caloporteur à un autre, ainsi que la mise en œuvre de divers procédés technologiques : chauffage, refroidissement, ébullition, condensation et autres. Le milieu qui dégage de la chaleur est appelé caloporteur primaire et celui qui absorbe de la chaleur est appelé caloporteur secondaire.

Selon le principe de fonctionnement, les échangeurs de chaleur sont divisés en sources de chaleur récupérateurs, régénératifs, mélangeurs et internes.

Les échangeurs de chaleur sont appelés récupérateurs, dans lesquels le transfert de chaleur du primaire au secondaire se produit à travers la paroi de séparation. Dans ce cas, le transfert de chaleur peut être effectué par convection, rayonnement et conduction thermique. Classiquement, le processus de transfert de chaleur peut être considéré comme stationnaire. Un exemple particulier d'échangeur de chaleur à récupération en termes de disposition est un échangeur de chaleur pipe-in-pipe.

Les échangeurs de chaleur sont appelés échangeurs de chaleur régénératifs dans lesquels les deux liquides de refroidissement lavent alternativement la même surface de l'appareil. Les parois du régénérateur absorbent d'abord la chaleur du caloporteur primaire et du réchauffeur, puis transfèrent la chaleur accumulée au caloporteur secondaire et la refroidissent. En raison du fait que le mur se réchauffe et se refroidit périodiquement, la quantité de chaleur perçue et libérée change avec le temps et le processus de transfert de chaleur est considéré comme instable.

Les échangeurs de chaleur sont appelés échangeurs de chaleur à mélange, dans lesquels le transfert de chaleur du caloporteur primaire au caloporteur secondaire s'effectue par leur contact direct et s'accompagne d'un transfert de masse (mélange partiel ou complet des caloporteurs).

Les échangeurs de chaleur à sources de chaleur internes sont ceux dans lesquels le caloporteur secondaire absorbe la chaleur reçue dans l'appareil lui-même. Il n'y a pas de réfrigérant primaire comme fluide.

Les principales exigences sont : assurer le coefficient de transfert de chaleur le plus élevé avec la résistance hydraulique la plus faible possible ; compacité et faible consommation de matériaux, fiabilité et étanchéité en combinaison avec une surface d'échange de chaleur pliable et accessible pour le nettoyage mécanique de la contamination ; unification des unités et des pièces ; aptitude à la fabrication de la production mécanisée de larges rangées de surfaces d'échange thermique pour diverses plages de températures de fonctionnement, de pressions et autres.

Lors de la création de nouveaux échangeurs de chaleur plus efficaces, ils s'efforcent, tout d'abord, de réduire les coûts spécifiques de matériaux, de main-d'œuvre, de fonds et d'énergie dépensés pendant le fonctionnement par rapport aux mêmes indicateurs des échangeurs de chaleur existants. Les coûts unitaires pour les échangeurs de chaleur sont les coûts liés aux performances thermiques dans les conditions données, et d'autre part, pour augmenter l'intensité et l'efficacité de l'appareil.

L'intensité du processus ou la production de chaleur spécifique d'un échangeur de chaleur est la quantité de chaleur transférée par unité de temps à travers une unité de surface d'échange thermique à un régime thermique donné.

L'intensité du processus de transfert de chaleur est caractérisée par le coefficient de transfert de chaleur k. L'intensité et l'efficacité sont également influencées par la forme de la surface d'échange thermique ; le diamètre équivalent et la disposition des canaux qui assurent les vitesses optimales des médias ; tête de température moyenne; la présence d'éléments turbulateurs dans les canaux ; côtes, etc.

En plus des méthodes constructives pour intensifier le processus de transfert de chaleur, il existe des méthodes de régime associées à une modification des paramètres hydrodynamiques et à un régime d'écoulement de fluide à la surface d'échange thermique. Les méthodes de régime comprennent : fourniture de vibrations à la surface d'échange thermique, création de pulsation de flux, injection de gaz dans le flux ou aspiration du milieu de travail à travers une paroi poreuse, superposition de champs électriques ou magnétiques sur le flux, prévention de la contamination de la chaleur surface d'échange par forte turbulisation d'écoulement, etc.

Donnée initiale

Option d'emploi
Type d'échangeur de chaleur	Coquille et tube rond, horizontal
Fluide chauffant
caloporteur chauffant
Matériau du tuyau
Le fluide caloporteur se déplace	Dans l'espace annulaire
Diagramme de flux de liquide de refroidissement	Contre-courant
	Chauffage t/n (indice "1")	Chauffé t/n (indice "2")
Consommation d'agent de chauffage
Température initiale		Déterminé par calcul
Température finale		Déterminé par calcul
Pression du liquide de refroidissement

1. Mission de travail informatique et graphique.

1.1. Effectuer un calcul constructif du TA.

1.2. Déterminer la superficie de la surface d'échange thermique, le nombre de courses du liquide de refroidissement chauffé, le nombre de tubes pour 1 course et pour l'ensemble de l'appareil, la longueur des tuyaux, les diamètres des tuyaux d'entrée et de sortie pour les deux chaleur transporteurs.

1.3. Déterminer la section transversale pour le passage du liquide de refroidissement chauffé.

1.4. Déterminer le flux de chaleur en fonction de l'équation du bilan thermique et du débit du fluide caloporteur.

1.5. Déterminer la température du fluide caloporteur à la sortie de l'échangeur de chaleur.

1.9. Dessinez un diagramme TA montrant les dimensions principales.

2. Calcul constructif de l'échangeur de chaleur.

2.1. Calcul thermique

2.1.1. Je détermine la température moyenne arithmétique du liquide de refroidissement chauffé :

2.1.2. Paramètres thermodynamiques de l'eau :

2.1.3. Je détermine la quantité de chaleur transférée :

2.1.4. Déterminer la température du fluide caloporteur à l'entrée. Par condition, elle doit être prise 10 K en dessous de la température de saturation à une pression donnée. À une pression de 1,0 MPa, la température de la vapeur d'eau saturée est de 179,9єС. Ensuite, la température requise pour moi à une pression donnée, selon la condition, sera de 169,9 170 .

2.1.5. Je détermine la température du liquide de refroidissement à la sortie selon la formule, la vraie capacité calorifique massique isobare de l'eau, selon, est égale à 4,37. Puis

2.1.6. Je détermine la température moyenne arithmétique du fluide chauffant :

2.1.7. Paramètres thermodynamiques de l'eau :

2.1.8. Déterminez la zone d'écoulement du liquide de refroidissement chauffé et sélectionnez TA. Selon les conditions, j'accepte la vitesse de déplacement du liquide de refroidissement 1,5 m/s.

Selon GOST 8734-78, je choisis un tuyau

Et nous calculons le nombre total de tuyaux dans l'échangeur de chaleur:

Du TA standard je choisis un TA unidirectionnel avec 69 tubes et un diamètre intérieur du boîtier de 211 mm.

2.1.9. Déterminons la section de passage et le diamètre nominal requis pour le fluide caloporteur :

2.1.10. Vitesse de déplacement affinée du fluide chauffant.

Selon les conditions de turbulence du régime d'écoulement du liquide de refroidissement, il est recommandé de prendre la valeur de la vitesse pour les liquides à faible viscosité et l'eau dans la plage de 1 à 3 m / s.

2.1.11. Critère de Reynolds pour le débit de fluide caloporteur.

2.1.12. Parce que la température de paroi est inconnue, alors en première approximation on fixe sa valeur :

2.1.13. Critère de Prandtl pour la température de paroi :

2.1.14. Critère de Nusselt du côté du fluide caloporteur :

2.1.15. Coefficient théorique de transfert de chaleur du fluide caloporteur à la paroi du tuyau :

2.1.16. Critère de Reynolds pour le flux caloporteur chauffé :

2.1.17. En première approximation, on prend la température de paroi du côté du fluide caloporteur chauffé :

2.1.18. Température de paroi Critère de Prandtl

2.1.19. Critère de Nusselt du côté du liquide de refroidissement chauffé :

2.1.20. Coefficient théorique de transfert de chaleur de la paroi au fluide caloporteur chauffé :

2.1.21. Coefficient de transfert de chaleur:

2.1.22. La plus petite tête de température :

2.1.23. Tête de température la plus élevée

2.1.24. La hauteur manométrique logarithmique moyenne pour l'écoulement transversal est déterminée par la formule :

2.1.25. Densité de flux thermique

2.1.26. Surface de chauffe

2.1.27. Déterminons la surface de chauffage théorique sur la base des données techniques de l'échangeur de chaleur et sélectionnons une longueur de tuyaux de la série standard afin que les écarts soient minimes, étant donné que, selon, elle peut aller jusqu'à 4,5 mètres :

Ainsi, nous avons une marge de 5%.

2.2. Calcul hydraulique

Toutes les pertes d'énergie hydraulique sont divisées en deux types: les pertes par friction le long des canalisations et les pertes locales causées par de tels éléments de canalisation dans lesquels, en raison d'un changement de la taille ou de la configuration du canal, le débit change, le débit est séparé des parois du canal et la formation de vortex se produit. Les résistances hydrauliques locales les plus simples peuvent être divisées en expansions, rétrécissements et virages du canal, chacun pouvant être soudain ou progressif. Les cas plus complexes de résistance locale sont les connexions ou les combinaisons des résistances les plus simples répertoriées.

"Résistances locales"

Type de résistance locale	La valeur du coefficient sans dimension o
Entrée de tuyau avec arêtes vives
Entrée de tuyau avec bords arrondis
Entrée de tuyauterie équipée d'une grille d'aspiration et d'une vanne
Cône expansible de transition
Cône effilé de transition
Sortie de tuyau sous le niveau
Un virage serré du tuyau (coude) de 90 °
Rotation du tuyau en douceur (courbure) de 90є
Fusibles et clapets anti-retour
Caméra d'entrée ou de sortie (bump and turn)
Rotation à 180° d'une section à l'autre à travers la chambre intermédiaire
Pivotant à 180° dans le tube en U
Sortie de l'espace annulaire à un angle de 90є

La résistance hydraulique dans l'espace tubulaire et annulaire est la somme des pertes par frottement et des résistances locales.

où l est la formule d'Altshul pour le mouvement turbulent dans les tuyaux lisses, Uzh est la somme des coefficients prenant en compte différentes résistances locales,

où D e est la rugosité absolue équivalente.

"Valeurs de rugosité absolue équivalentes"

2.2.1 Calcul de la résistance hydraulique du caloporteur chauffé.

Somme des coefficients tenant compte des différentes résistances locales, notamment pour l'espace du tuyau, les résistances locales du type sont caractéristiques : "entrée dans le tuyau", "sortie du tuyau", "dilatation soudaine", "rétrécissement soudain" , "tour du courant".

2.2.2 Calcul de la résistance hydraulique du fluide caloporteur.

Somme des coefficients tenant compte des différentes résistances locales, en particulier, pour l'espace du tuyau, les résistances locales du type sont caractéristiques : « entrée dans le tuyau », « hors du tuyau », où il existe n de telles résistances locales ( n est le nombre de tuyaux).

2.3. Calcul mécanique

2.3.1. Le calcul mécanique de l'échangeur de chaleur consiste à vérifier la résistance des unités et des pièces individuelles, et se réduit à déterminer leurs dimensions nominales calculées (épaisseur de paroi, brides, etc.), qui doivent leur assurer la durabilité requise. Les nuances de laiton LO70 et LO-68 sont utilisées pour la fabrication de tuyaux.

"Propriétés mécaniques, physiques et technologiques des alliages cuivre-zinc traités sous pression"

L'épaisseur de paroi, travaillant sous pression interne, est déterminée par la formule :

où уop - contrainte admissible, kgf / mm 2

s - pression de conception dans l'appareil, kgf / cm 2

c - coefficient de résistance de la soudure (1.0);

с - augmenter pour compenser la corrosion et l'érosion (1.5);

2.3.2. Calcul de la résistance de paroi du fluide caloporteur :

Ainsi, l'épaisseur de paroi du TA doit être d'au moins 13 mm.

2.3.3. Calcul de la résistance de paroi du liquide de refroidissement chauffé :

Ainsi, l'épaisseur des tubes doit être d'au moins 3 mm.

échangeur de chaleur à récupération

Conclusion

Lors du calcul constructif d'un échangeur de chaleur à récupération (calcul thermique, calcul hydraulique, calcul mécanique), les dimensions géométriques de l'échangeur de chaleur ont été déterminées, le coefficient de transfert de chaleur moyen a été calculé et la résistance des tuyaux a été calculée par pression.

On peut affirmer que j'ai calculé un échangeur de chaleur à récupération avec une surface d'échange thermique de 11,8 m 2, le coefficient de transfert thermique moyen est de 4280 W / m 2 K.

Les calculs de résistance ont montré que les parois des tuyaux résisteront à la pression requise de 1 MPa.

Liste des sources utilisées

1. Baklastov A.M. Procédés et installations industriels de transfert de chaleur et de masse. Manuel pour les universités / Gorbenko V.A., Danilov O.L. -M; "Energoatomizdat", 1986. - 328 p.

2. Tsygankov A.S. Calculs des échangeurs de chaleur / - Leningrad .; Maison d'édition de l'Union d'État de l'industrie de la construction navale, 1956. - 263 p.

3. Rivkin S.L. Tableaux des propriétés thermiques et physiques de l'eau et de la vapeur / Aleksandrov A.A. -M; "Énergie", 197. - 80 p.

4. Grigoriev V.A. Un petit guide des échangeurs de chaleur / Kolach T.A., Sokolovsky V.S., Temkin R.M. - M.-L. ; Maison d'édition nationale de l'énergie, 1962. - 108-112 p.

5. Mozhoukhine A.B. Calcul de l'échangeur de chaleur : directives / E.A. Sergueïeva - Tambov ; "TSTU", 2007. - 32 p.

6. Kéloglu Yu.P. Ouvrage de référence sur les métaux et alliages / Zakharovsky K.M., Kartashevskaya M.I. - Chisinau ; "Carte de la Moldavelyasca", 1977. - 228-242 p.

7. GOST 494-90 "Tuyaux en laiton".

8. Mikhnevitch A.V. Calculs hydrauliques en génie thermique. Théorie et tâches / Rykhter O.L., Mikhnevich N.N. - Minsk.; Entreprise Unitaire "Technoprint", 2000. - 276 p.

9. Ioffe I.L. Conception de procédés et d'appareils de technologie chimique : manuel pour les écoles techniques / - Leningrad .; "Chimie", 1991. - 352 p.

Annexe 1

Dessin " Esquisser échange de chaleur appareil"

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Les principales équations de calcul d'un échangeur de chaleur sont l'équation du bilan thermique et l'équation du transfert de chaleur.

Équation du bilan thermique

où Q est le flux de chaleur utile, W;

G 1, G 2 - débit massique, respectivement, des caloporteurs chauds et froids, kg / s,

;

- capacités thermiques massiques moyennes des caloporteurs dans la plage de température de t 'à t", J / (kg K);

est le coefficient d'utilisation de la chaleur ;

w est la vitesse du liquide de refroidissement, m / s;

f - section, m 2;

ρ est la densité, kg / m 2;

Changement de température des caloporteurs chauds et froids sur toute la longueur de l'appareil.

Équation de transfert de chaleur

, (2.3)

où k et t sont le coefficient de transfert de chaleur, W / (m 2 K) et la tête de température moyenne pour l'ensemble de l'échangeur de chaleur, K ;

F - surface d'échange thermique, m 2.

Dans un calcul constructif, la surface d'échange thermique est déterminée à partir de l'équation de transfert de chaleur (2.3)

La hauteur manométrique logarithmique ou arithmétique moyenne pour le flux direct et le contre-courant est déterminée à partir des formules

ou pour

)

(2.4)

Les valeurs des différences de température aux extrémités de l'appareil Δt δ et Δt m sont indiquées sur la Fig. 3.

Le coefficient de transfert de chaleur K est calculé à l'aide de la formule pour un mur plat, ce qui est admissible lorsque

(2.5)

où α 1 est le coefficient de transfert de chaleur du liquide de refroidissement chaud à la surface de la paroi, kW / (m 2 K);

α 2 - coefficient de transfert de chaleur de la surface du mur au caloporteur froid, kW / (m 2 K);

δ с - épaisseur de paroi du tube, m;

λ с - coefficient de conductivité thermique du matériau de la paroi du tube, kW / (m K);

d n, d in - respectivement, le diamètre extérieur et intérieur des tubes, m;

δ nak, λ nak - respectivement épaisseur, m et coefficient de conductivité thermique d'une couche de tartre ou de dépôts, kW / (m K).

Les valeurs de 1 et α 2 sont calculées à l'aide des équations de similarité (voir sous-section 2.2).

Avec la surface connue de l'échangeur de chaleur F, d'autres caractéristiques géométriques de l'échangeur de chaleur sont déterminées : la longueur du faisceau tubulaire L et le nombre de tronçons N.

2.2.2 Calcul du coefficient de transfert thermique

1) Transfert de chaleur lors de l'écoulement forcé du liquide de refroidissement à travers des tuyaux et des canaux

L'équation de similitude pour l'écoulement forcé d'un liquide de refroidissement monophasé à travers des tuyaux et des canaux a la forme :

dans un écoulement laminaire visqueux-gravitaire (Re w, d< 2300, Gr ж, d ·Pr ж >8 10 5)

à flux visqueux laminaire (Re l, d< 2300, Gr ж, d ·Pr ж < 8·10 5)

; (2.7)

à un flux de transition (Re w, d = 2300 ... 10 4)

avec écoulement turbulent (Re w, d> 10 4)

où

- le numéro Nusselt ;

-Le numéro de Reynold;

–Numéro de Grashof ;

–Numéro Prandtl.

L'indice "g" montre que les paramètres physiques du caloporteur inclus dans les nombres de similarité doivent être pris en fonction des températures moyennes du caloporteur chaud t 1 ou du caloporteur froid t 2, pour lesquelles

ou

.

L'indice "c" dans le nombre montre que les paramètres physiques du fluide caloporteur inclus dans le nombre de similitudes doivent être pris en fonction de la température de la paroi. En première approximation, on peut prendre

.

Les symboles suivants sont introduits dans les nombres de similarité : d eq - diamètre équivalent, m ; λ - coefficient de conductivité thermique, kW / (m · K); ν — coefficient de viscosité cinématique, m 2 / s; — coefficient de dilatation volumétrique, 1 / K; α est le coefficient de diffusivité thermique ; w - débit de liquide de refroidissement, m / s; С p - capacité calorifique massique moyenne isobare, kJ / (kg · K); ρ est la densité, kg / m 3; g = 9,81 m/s 2 ; δt - tête de température (différence de température entre le liquide de refroidissement et la paroi); k 0 - coefficient déterminé par la valeur du nombre de Reynolds (tableau 4.3).

Pour les canaux de toute section transversale d eq = 4f / u, où f est la section transversale du canal, u est le périmètre de la section transversale mouillée. Lorsque le liquide de refroidissement se déplace dans des tuyaux de section circulaire, la dimension linéaire déterminante est le diamètre intérieur du tuyau (d eq = d in).

Lorsque le fluide caloporteur s'écoule dans l'espace annulaire le long d'un faisceau de tubes situé dans un canal de cuvelage cylindrique, le diamètre équivalent est

, (2.10)

où D est le diamètre intérieur du boîtier de l'échangeur de chaleur, m ;

d n est le diamètre extérieur des tubes, m.

Après avoir calculé les valeurs numériques des nombres de similarité Gr w, d, Re w, d, Pr w, Pr c, la valeur numérique du nombre de Nusselt est déterminée selon (2.6), (2.7), (2.8) ou (2.9). Puis à partir de la relation

trouver le coefficient de transfert de chaleur

. (2.11)

2) Transfert de chaleur lors de l'ébullition du liquide

Le coefficient de transfert de chaleur à lors de l'ébullition d'un liquide dans un grand volume peut être calculé par les formules

; (2.12)

, (2.13)

où - coefficient de conductivité thermique, chaleur de vaporisation, coefficient cinématique de viscosité du liquide et densité de vapeur à la température de saturation t s; t c - température de la surface de la paroi du tuyau.

Pour l'eau, les valeurs de l w, en fonction de la température, sont données dans le tableau. 9.1.

Avec le mouvement forcé d'un liquide bouillant dans les tuyaux, c'est-à-dire dans un volume limité, l'échange de chaleur est déterminé par deux facteurs : le processus d'ébullition réel et le processus de mouvement forcé.

Lors du traitement des données expérimentales sur le transfert de chaleur des liquides bouillants se déplaçant dans des tuyaux, la dépendance a été obtenue

, (2.14)

où est le coefficient de transfert de chaleur requis d'un liquide bouillant, en tenant compte de son mouvement forcé ;

α w est le coefficient de transfert de chaleur d'un liquide bouillant monophasique à une vitesse W;

α k - coefficient de transfert de chaleur à l'ébullition nucléée développée dans des conditions de convection libre.

À α à / α w< 0,5 процесс кипения практически не влияет на теплообмен и потому принимается α = α w .

Lorsque α to / α w> 2, le taux de transfert de chaleur est déterminé uniquement par ébullition et on suppose donc que α = α to.

À α à / α w = 0,5 ... 2, l'intensité du transfert de chaleur est déterminée à la fois par le mouvement forcé du liquide et par le processus d'ébullition ; pour le calcul, la dépendance est utilisée

. (2.15)

Des exemples de calcul du coefficient de transfert de chaleur dans le mouvement forcé d'un liquide bouillant dans des tuyaux sont donnés dans les problèmes n° 9.15 et 9.16.

3) Transfert de chaleur lors de la condensation

Lorsque la vapeur entre en contact avec une paroi dont la température est inférieure à la température de saturation, une condensation se produit. La condensation tombe sur les parois sous forme de gouttes (lorsque le liquide ne mouille pas la surface) ou de films. La condensation du film se produit le plus souvent dans les appareils techniques.

Avec condensation en film de vapeur saturée sèche sur la surface verticale du mur ou du tuyau et écoulement laminaire du film (z< 2300) уравнение подобия имеет вид

, (2.16)

où est le nombre de Reynolds déterminé ;

A partir de ces rapports, le coefficient de transfert de chaleur moyen est trouvé :

. (2.17)

Si le transfert de chaleur pendant la condensation du film de vapeur sèche se produit dans des conditions d'écoulement mixte du film de condensat le long de la hauteur du tuyau (le régime d'écoulement du film passe de laminaire à turbulent, et Z = AH t 2300), alors le le coefficient de transfert de chaleur moyen pour la vapeur d'eau peut être déterminé par la formule

, (2.18)

et le nombre de Reynolds de la relation

, (2.19)

où Pr et Pr c sont des nombres de Prandtl pour le condensat aux températures t s et t c, respectivement.

Avec condensation en film de vapeur sèche saturée sur conduites horizontales et flux laminaire (Z< 3900) уравнение подобия имеет вид

, (2.20)

A partir de ces rapports, le coefficient de transfert de chaleur moyenné sur le périmètre est trouvé :

. (2.21)

Dans les formules (2.17), (2.18), (2.20), (2.21), nous avons

, (2.22)

où A est le coefficient,

; B - coefficient, m / W.

Les valeurs des complexes A, B en fonction de t s pour l'eau sont données dans le tableau. 8.1.

Dans les formules (2.16 ... 2.22), les désignations suivantes sont adoptées :

H est la hauteur du tuyau vertical ; R est le rayon du tuyau ; Δt = (t s - t c) - tête de température ; λ, ν et ρ - coefficient de conductivité thermique, coefficient cinématique de viscosité et densité de condensat à la température de saturation t s; r est la chaleur de vaporisation à t s /

Pour calculer le transfert de chaleur dans des conditions de condensation de vapeur surchauffée, au lieu de la chaleur de vaporisation r, r + Δi doit être substitué, où i est la chaleur de la vapeur surchauffée (Δi = in - i ", où in, i" est la l'enthalpie de la vapeur surchauffée et l'enthalpie de la vapeur saturée sèche).

Des exemples de calcul du coefficient de transfert thermique lors de la condensation de vapeur sont donnés dans les problèmes n° 8.1, 8.4, 8.14, 8.18, 8.22, 8.26, 8.29.

Les formules données au paragraphe 2.2 sont valables pour un seul tuyau. Les caractéristiques du calcul du transfert de chaleur dans les faisceaux de tubes sont prises en compte dans.

4) Transfert de chaleur avec libre circulation du liquide de refroidissement

Si le corps de l'échangeur de chaleur est refroidi par un flux libre de caloporteur (par exemple, de l'air), une partie de la chaleur est perdue dans l'environnement en raison de la convection naturelle.

La perte de chaleur par unité de temps à partir de 1 m2 de surface est déterminée par la formule de Newton-Richman, W / m2,

, (2.33)

où t c est la température de la surface extérieure du corps de l'échangeur de chaleur ;

t w - température ambiante (par exemple, air) loin du mur.

La dépendance pour le calcul du coefficient de transfert de chaleur moyen avec libre circulation du liquide de refroidissement a la forme

, (2.24)

où la valeur constante c et l'exposant n dépendent du mode de déplacement du fluide caloporteur, des conditions d'écoulement autour de la surface et de la localisation de la surface dans l'espace ; с et n sont des fonctions de GrPr et sont déterminés par les conditions suivantes :

alors c = 0,75, n = 0,25 ;

si (Gr Pr) w 6 10 10 - pour les murs verticaux et les tuyaux,

alors c = 0,15 ; ;

si 1 · 10 3 (Gr · Pr) w 1 · 10 9,

alors c = 0,5 ; n = 0,25 - pour les tuyaux horizontaux.

Dans la formule (2.24), la température ambiante t est prise comme température déterminante, et le diamètre extérieur est pris comme dimension déterminante pour les tuyaux horizontaux, et leur hauteur H pour les tuyaux et murs verticaux.

Des exemples de solutions sont donnés dans les tâches n° 7.1 ... 7.4, 7.12.

5) Transfert de chaleur par rayonnement

Pour calculer la composante radiante du coefficient de transfert de chaleur l utilisez la formule

, (2.25)

où q l est la densité de flux de rayonnement thermique, W / m 2;

ε pr - émissivité réduite du système "paroi extérieure (boîtier) de l'échangeur de chaleur - environnement", dans notre cas ε pr = 0,82 ;

avec 0 - l'émissivité d'un corps absolument noir, avec 0 = 5,67 W / (m 2 · K 4);

T c, T w - températures absolues de la surface extérieure de l'échangeur de chaleur et de l'environnement.

Des exemples de solutions sont donnés dans les problèmes n° 10.17, 10.28, 10.49.

AFFECTATION POUR LA DEUXIÈME SECTION DU RGR

Dans un échangeur de chaleur à tube et calandre à un passage, le liquide de refroidissement chaud se déplace dans l'espace annulaire et est refroidi à partir de la température

, De à

, AVEC.

Le diamètre intérieur du boîtier de l'appareil D =, M. Le caloporteur froid se déplace à l'intérieur des tubes métalliques. Le caloporteur froid est chauffé à partir de

, De à

, AVEC.

Le nombre de tubes dans l'échangeur de chaleur n =. Les tubes de l'échangeur de chaleur de l'intérieur sont recouverts de dépôts (calcaire) d'une épaisseur de nak =, M. La puissance thermique introduite dans TOA, Q ext =, kW. Les pertes de chaleur dans l'environnement sont de (1 - η) · 100,%.

Déterminer la surface chauffante F et le nombre de sections N de l'échangeur de chaleur. Longueur de section l c = 5 m.

Le calcul doit être effectué pour les sens de circulation à flux direct et à contre-courant des caloporteurs, ainsi qu'en présence de tartre sur les tuyaux et en son absence.

Il est également connu :

caloporteur froid - ……………………;

liquide de refroidissement chaud - ……………………;

s = ………………… kW / (m · K);

nak = ………………. kW / (mK).

Les propriétés thermophysiques des fluides caloporteurs doivent être prises comme suit :

pour l'eau - selon le tableau. 1 Annexe 2.1 ;

pour vapeur saturée - selon tableau. 2 candidatures 2.1 ;

pour le fioul et l'huile - conformément à l'annexe 2.2.

La deuxième section du RGR doit contenir :

une tâche avec toutes les données initiales, indiquant le numéro de l'option (tableau 2.1);

calcul thermique de conception de l'échangeur de chaleur (ou d'une partie de celui-ci selon les instructions de l'enseignant);

impression des résultats des calculs TOA sur PC ;

tableau récapitulatif des résultats des calculs ;

la partie graphique (graphiques de l'évolution de la température des fluides caloporteurs dans la TOA), un croquis de la section avec les dimensions principales, un schéma de connexion des sections à l'échangeur de chaleur ;

QUESTIONS POUR L'AUTO-TEST

LITTÉRATURE

Kuznetsova V.V., Simakov V.A., Repin V.V. Calcul thermique de l'échangeur de chaleur. Instructions méthodiques pour le règlement et le travail graphique sur le cours "Transfert de chaleur" pour les étudiants des formes d'étude du jour, du soir et par correspondance. - Oufa, UNI, 1991.

Telyasheva GD, Molchanova RA Transfert de chaleur (notes de cours et problèmes). - Oufa : Maison d'édition USPTU, 1998. - 76p.

Baskakov A.P. et autres.Génie thermique. Cahier de texte. pour les universités. - 2e éd., Rév. - M. : Energoatomizdat, 1991 .-- 224 p.

Larikov N.N. Génie thermique. Cahier de texte. pour les universités. - 3e éd., Rév. et ajouter. - M. : Stroyizdat, 1985.-- 432 p.

Krasnochtchekov E.A., Sukomel A.S. Livre de problèmes de transfert de chaleur. - M. : Energiya, 1980.-- 288 p.

Rabinovich O.M. Recueil de problèmes de thermodynamique technique. - M. : Mashinostroenie, 1973.-344 p.

Andrianova T.N., Dzampov B.V., Zubarev V.N., Remizov S.A. Recueil de problèmes de thermodynamique technique pour les universités. -M. : Energoizdat, 1981.- 240s.

Arsenyev G. V. et autres Équipements de chauffage et réseaux de chauffage. Cahier de texte. pour les universités. - M. : Energoatomizdat, 1988 .-- 400 p.

Rivkin S.L., Aleksandrov A.A. Propriétés thermodynamiques de l'eau et de la vapeur. Manuel.- Energoatomizdat, 1984.- 45 p.

Annexe 2.1

Tableau 1

Propriétés physiques de l'eau sur la ligne de saturation

Numéro de Prandtl Pr